0,86 * 10 6 ≤ 90 * 10 6
== 1,2
Згідно джерелу [1, стр26, п.2]: для матеріалів неоднорідної структури при поверхневому зміцненні зубів
0,75 ≤ Z Nj ≥ 1.8
Приймаються Z N 1 = 1.2
== 2.1
Приймаються Z N 1 = 1,8
Знайдемо допустимі контактні напруги:
В В
2.2 Допустимі граничні контактні напруги.
Згідно джерелу [1, стр27, табл.9]:
Пѓ HP max = 44 * H HRC
Пѓ HP max = 44 * 55 = 2420МПа.
2.3 Допустимі напруги при розрахунку зуба на витривалість по вигину.
В
Пѓ F lim b j - межа витривалості шестерні або колеса при згині
Пѓ F lim b 1 = 680МПа
Пѓ F lim b 2 = 680МПа
S F min 1,2 - мінімальний коефіцієнт запасу міцності
Згідно джерелу [1, стр28]:
S F min 1,2 = 1,7
Y Nj - коефіцієнт довговічності, обчислюється за формулою
Y Nj
де N F lim - базове число циклів напруг вигину відповідно до джерела [1, стр28]:
N F lim = 4 * 10 6
Для зубчастих коліс з твердістю поверхні зубів Н в‰¤ 350НВ q F = 6
N FEj - еквівалентне число циклів напружень вигину на зубах шестерні або колеса.
N FEj = Ој F * N ОЈ j j = 1,2
Згідно джерелу [1, стр28, табл. 10]:
Ој F = 0,038
Тоді
N FE 1 = 2 * 10 8 * 0,038 = 0,76 * 10 6
N FE 2 = 6,9 * 10 6 * 0,038 = 0,26 * 10 6
Обчислимо коефіцієнт довговічності:
Y N 1 = 1,3
Y N 2 = 1,5
Y A - коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього програми навантаження на зубах
Згідно джерелу [1, стр29, табл. 11] приймаємо :
Y A = 1
Допустимі напруги:
МПа
МПа
2.4 Допустимі напруги вигину при дії короткочасної максимального навантаження.
В
де Пѓ FSt - граничне напруження згину при максимальному навантаженні МПа, приймаємо відповідно до джерела [1, Стр30, табл. 12]:
Пѓ FSt = 2000МПа
S FSt min - мінімальний коефіцієнт запасу міцності пери розрахунку максимального навантаження, обчислюється по залежності:
S FSt min = Y Z * S Y
Де Y Z -коефіцієнт, що враховує спосіб отримання заготовки зубчастого колеса, обираний відповідно до джерела [1, стр31, табл. +13]
Y Z = 1
S Y - коефіцієнт, що залежить від імовірності неруйнування зубчастого колеса, вибирається відповідно до джерела [1, стр31]:
S Y = 1,75
S FSt min = 1 * 1,75 = 1,75
Y х -коефіцієнт, що враховує розміри зубчастого колеса, вибирається відповідно до джерела [1, стр31, рис. 8]:
Y х = 1,025
= 1171 МПа
3.Расчет закритих циліндричних передач.
3.1.1 Геометричний розрахунок тихохідної передачі. br/>
а) шестерня
- ділильний діаметр :
d 1 = d w =,
m n - модуль зачеплення
m n = 2,250
ОІ-кут нахилу зубів
cosОІ = cos9.069 = 0.987
Z 1 -число зубів
Z 1 = 20
d 1 = d w == 45,6 мм
-діаметр вершин зубів:
d a 1 = d 1 +2 m n
d a 1 = 45,6 +2 * 2,250 = 50,1 мм
-діаметр западин зубів
d f 1 = d 1 -2.5m n
d f 1 = 45.6-2,5 * 2,250 = 39,975 мм
б) колесо
- ділильний діаметр :
d 2 = d w =,
Z 2 = 59
m n = 2,250
cosОІ = cos9.069 = 0.987
d 2 = d w == 134,5
-діаметр вершин зубів:
d a 2 = d 2 +2 m n
